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專 業(yè)
學(xué)生姓名
班 級
學(xué) 號
指導(dǎo)教師
完成日期 2013年2月28日
課題名稱：
1、 課題來源、課題研究的主要內(nèi)容及國內(nèi)外現(xiàn)狀綜述
作為傳動系重要組成部件之一的離合器總成，擔(dān)負(fù)著傳力、減震和防止系統(tǒng)過載等重要作用。過去在汽車零部件開發(fā)過程都通過手繪圖紙或者CAD二維圖紙，確定設(shè)計方案并根據(jù)平面圖紙進(jìn)行加工、裝配各零部件。通過加工好零件并裝配后才發(fā)覺設(shè)計過程的不足。本次畢業(yè)設(shè)計是運(yùn)用理論知識和利用三維建模軟件Solidworks對離合器進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，從而縮短開發(fā)周期，減少開發(fā)成本。
我國汽車離合器企業(yè)與國外企業(yè)相比處于明顯劣勢。在勞動力成本、售價、售后服務(wù)、客戶關(guān)系和供應(yīng)商關(guān)系等方面，我國企業(yè)處于明顯優(yōu)勢；在市場營銷能力、采購成本和交貨期方面，我國企業(yè)與國外競爭者基本持平；在品牌價值、產(chǎn)品技術(shù)含量、產(chǎn)品質(zhì)量、規(guī)模效應(yīng)、生產(chǎn)效率、技術(shù)水平、研發(fā)能力和員工素質(zhì)方面，我國企業(yè)與國際同類先進(jìn)企業(yè)相比差距較大。在產(chǎn)品技術(shù)方面，國內(nèi)汽車離合器企業(yè)經(jīng)過不斷地產(chǎn)品結(jié)構(gòu)調(diào)整，國產(chǎn)膜片彈簧離合器的品種已經(jīng)能全面覆蓋國內(nèi)重、中、輕、轎、微及農(nóng)用等車型的需求，跟蹤國外動力傳動系統(tǒng)技術(shù)，研發(fā)新一代產(chǎn)品也取得了可喜成果。
從國外的發(fā)展動向看，近年來汽車的性能在向高速發(fā)展，發(fā)動機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速不斷提高，載重汽車趨向大型化，國內(nèi)也有類似的情況。
二、本課題擬解決的問題
離合器設(shè)計開發(fā)過程中結(jié)構(gòu)干涉，開發(fā)成本高，設(shè)計周期長
3、 解決方案及預(yù)期效果
通過Solidworks三維軟件對離合器進(jìn)行三維建模設(shè)計，同時運(yùn)用理論知識對零部件結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行計算。從而縮短開發(fā)同期和減少開發(fā)成本，避免設(shè)計過程中存在結(jié)構(gòu)干涉等問題。
四、課題進(jìn)度安排
12月23日～1月19日．畢業(yè)實(shí)習(xí)階段。
畢業(yè)實(shí)習(xí)，查閱資料，到多個公司實(shí)踐，撰寫實(shí)習(xí)報告。
1月6日～2月28日．開題階段。
提出總體設(shè)計方案及草圖，填寫開題報告，前期檢查。
2月24日～4月30日． 設(shè)計初稿階段。
完成總體設(shè)計圖、部件圖、零件圖，中期檢查。
5月1日～5月29日． 設(shè)計完善工作階段。
完善設(shè)計圖紙，編寫畢業(yè)設(shè)計說明書。
5月30日～5月31日．畢業(yè)設(shè)計預(yù)答辯。
6月1日～6月10日．畢業(yè)設(shè)計整改。
圖紙修改、設(shè)計說明書修改、定稿，材料復(fù)查。
6月11日～6月12日．畢業(yè)設(shè)計材料評閱。
6月13日～6月14日．畢業(yè)答辯。
6月15日～6月20日．材料整理裝袋。
五、指導(dǎo)教師意見
簽名
年 月 日
六、專業(yè)系意見
簽名
年 月 日
七、學(xué)院意見
簽名
年 月 日
3
汽車膜片彈簧離合器結(jié)構(gòu)設(shè)計
摘 要
離合器是汽車傳動系的重要的一部分，它的構(gòu)造和傳動系有著緊密的關(guān)系，本畢業(yè)設(shè)計論文根據(jù)本田飛度汽車的各項(xiàng)原參數(shù)，設(shè)計推式的膜片彈簧離合器。 膜片彈簧離合器設(shè)計的內(nèi)容主要有壓盤總成、從動盤、摩擦片和膜片彈簧四個部分。首先，對離合器各零件的參數(shù)、尺寸、材料及結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計，然后使用Solidworks作圖。
關(guān)鍵詞：離合器；膜片彈簧；從動盤；壓盤；摩擦片
Automobile diaphragm spring clutch design
Summary
??? Clutch is an important part of automobile transmission system and the structure and transmission system has a close relationship, this thesis according to the honda fit the original parameters, push type diaphragm spring clutch. Diaphragm spring clutch design is the main content of the clutch plate, clutch disc, friction plate and diaphragm spring four parts. First, the parameters, dimensions, materials and structure of each part of the clutch are designed, and then the Solidworks drawing is used.??
Keywords: Clutch; diaphragm spring; follower disk; pressure plate; friction plate
目 錄
1 緒 論 1
1.1 膜片彈簧離合器論述 1
1.2 膜片彈簧離合器的功能 1
1.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇 2
1.3.1 膜片彈簧離合器優(yōu)點(diǎn) 2
1.3.2膜片彈簧的支撐形式 2
1.3.3 壓盤傳動方式的選擇 2
2 離合器的摩擦片設(shè)計 3
2.1 離合器設(shè)計所需數(shù)據(jù) 3
2.2 摩擦片主要參數(shù)設(shè)計 3
2.2.1 后備系數(shù)設(shè)計 3
2.2.2 摩擦片尺寸參數(shù)設(shè)計 3
2.2.3 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、分離間隙的確定 4
2.3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件 5
2.4 摩擦片Solidwords三維建模 6
3 離合器的膜片彈簧設(shè)計 10
3.1 膜片彈簧主要參數(shù)的設(shè)計 10
3.2 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計 11
3.3 特性曲線繪制 11
3.4 膜片彈簧Solidwords三維建模 13
4 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 16
4.1扭轉(zhuǎn)減振器的功能 16
4.2扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型 16
4.3扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇 17
5 操縱機(jī)構(gòu) 21
5.1 離合器踏板設(shè)計 21
5.2踏板力設(shè)計 22
6 離合器其它主要零件設(shè)計 24
6.1 從動盤轂設(shè)計 24
6.2壓盤設(shè)計 25
結(jié) 論 27
參考文獻(xiàn) 28
致 謝 29
1 緒 論
1.1 膜片彈簧離合器論述
根據(jù)功率傳動部件，離合器應(yīng)是傳動系統(tǒng)的裝配。離合器的工作由驅(qū)動程序控制，或是分離的，或是被接合，以便完成任務(wù)本身。在發(fā)動機(jī)與變速器之間設(shè)置有離合器的傳動機(jī)構(gòu)，其功能是在必要時，中斷動力傳動，保證車輛平穩(wěn)起動；保證變速器系統(tǒng)的穩(wěn)定運(yùn)行，保證傳動系統(tǒng)能承受最大扭矩，防止過載的傳遞。為了使離合器發(fā)揮好幾個作用，目前汽車廣泛使用的壓縮彈簧離合器摩擦，摩擦離合器傳遞的最大扭矩取決于摩擦表面之間的夾緊力和摩擦板的大小和摩擦表面，如。主要由離合器的基本參數(shù)和主要尺寸確定。膜片彈簧離合器技術(shù)先進(jìn)，經(jīng)濟(jì)合理，性能好，可靠性高，壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，易于操作。在保證發(fā)動機(jī)最大扭矩可靠穩(wěn)定的前提下，有以下優(yōu)點(diǎn)[2]：
1）結(jié)合平穩(wěn)、柔順；
2）離合器操作；
3）從動件的慣性較小，為了減小齒輪的沖擊；
4）散熱性好；
5）以可靠的強(qiáng)度在高速運(yùn)行；
6）避免共振的汽車傳動系統(tǒng)，具有吸收振動，減少沖擊，降低噪聲；
7）操縱較好；
8）良好的工作性能；
9）長期使用壽命。
1.2 膜片彈簧離合器的功能
離合器可以使發(fā)動機(jī)和傳動系統(tǒng)接合，保證汽車平穩(wěn)起動。上述所得，現(xiàn)代汽車與活塞式發(fā)動機(jī)無法啟動負(fù)載時，必須先在空氣中起動，然后逐漸加載。發(fā)動機(jī)啟動后，約300的~ 500r/min最低速度的穩(wěn)定運(yùn)行，且汽車只有靜態(tài)啟動，正在運(yùn)行的發(fā)動機(jī)，與一個固定的傳輸系統(tǒng)是不會突然剛性節(jié)點(diǎn)。因?yàn)槿绻且粋€突然的剛性連接，它是不可避免的，這車是不出現(xiàn)事故，只是發(fā)動機(jī)關(guān)閉。所以離合器可使發(fā)動機(jī)與傳動系統(tǒng)逐漸軟聯(lián)合起來，使發(fā)動機(jī)和傳動系扭矩逐漸變大，足以克服行駛阻力，汽車將開始慢慢順暢的開始。
雖然采用中性傳輸，也能實(shí)現(xiàn)發(fā)動機(jī)與傳動系統(tǒng)的分離。而變速器在中性位置、變速器傳動齒輪和發(fā)動機(jī)或連接發(fā)動機(jī)的旋轉(zhuǎn)，這是必要的和變速傳動齒輪的阻力，和齒輪的傳動齒輪在高粘度齒輪油，阻力阻力較大。特別是在寒冷的季節(jié)，如果沒有離合器分離發(fā)動機(jī)和傳動系統(tǒng)，發(fā)動機(jī)是很難啟動。因此離合器的二次功能是將發(fā)動機(jī)與驅(qū)動系統(tǒng)分離，以便發(fā)動機(jī)可以啟動。
汽車傳動往往會轉(zhuǎn)移，即變速器內(nèi)的齒輪分離和接合規(guī)律。如在脫離接觸，由于原來的嚙合齒面壓力的存在可能會帶來困難的脫離接觸，但如果使用離合器臨時分離傳輸系統(tǒng)，它可以方便脫離。同時在連接文件中，依靠飛行員，要將齒輪的圓周速度達(dá)到同步是比較困難的，要齒輪嚙合圓周速度差會引起齒輪的沖擊甚至掛不上檔，這就需要離合器暫時單獨(dú)傳動系統(tǒng)，以使離合器的傳動齒輪聯(lián)軸器質(zhì)量降低，從而降低齒輪的沖擊在促進(jìn)換檔。
離合器能傳遞最大扭矩是有限的，當(dāng)汽車緊急制動和大慣性載荷傳遞時。此時由于自動離合器打滑，避免損壞傳動部件和過載，起到保護(hù)作用。
1.3 壓緊彈簧和布置形式的選擇
膜片彈簧是由彈簧鋼制成的碟形彈簧，具有特殊的結(jié)構(gòu)。
1.3.1 膜片彈簧離合器優(yōu)點(diǎn)
1) 具備理想的非線性彈性特性。
2) 起壓緊彈簧和分離杠桿的作用。
3) 高速旋轉(zhuǎn)時彈簧壓緊力下降較慢，性能較穩(wěn)定。
4) 壓力分布均勻，而且摩擦片接觸良好、磨損均勻。
5) 通風(fēng)散熱良好。
6) 平衡性好，適用于高速運(yùn)轉(zhuǎn)的發(fā)動機(jī)。
1.3.2膜片彈簧的支撐形式
離合器的支承方式是拉、推，本畢業(yè)設(shè)計選擇了推式膜片彈簧離合器。
1.3.3 壓盤傳動方式的選擇
由于傳統(tǒng)的凸臺式連接、鍵式連接以及銷式連接存在傳力有間隙的缺點(diǎn)，所以本畢業(yè)設(shè)計采用傳動片傳動方式。
2 離合器的摩擦片設(shè)計
2.1 離合器設(shè)計所需數(shù)據(jù)
表2-1 離合器設(shè)計原始數(shù)據(jù)
車型
2014款1.5L LX MG舒適版
整備質(zhì)量
1058kg
滿載質(zhì)量
約1500kg
發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩
155N·m
發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速
4600rpm
發(fā)動機(jī)最大功率
96kw
發(fā)動機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速
6600rpm
一檔轉(zhuǎn)動比
5.089
主減速比
4.875
輪胎規(guī)格
185/60 R15
使用工況
城鄉(xiāng)
2.2 摩擦片主要參數(shù)設(shè)計
2.2.1 后備系數(shù)設(shè)計
（1）后備系數(shù)是離合器設(shè)計中的一個重要參數(shù)，它反映了離合器的可靠性來傳遞發(fā)動機(jī)的最大扭矩。從以下幾個方面考慮：1.摩擦片是在一定的磨損，離合器可以保證最大的發(fā)動機(jī)扭矩傳遞；2.防止離合器摩擦度過大；3.防止傳輸系統(tǒng)運(yùn)行期間的過載。通常汽車和輕型貨車的β= 1.2 ~1.75。結(jié)合從表2-2的實(shí)際情況設(shè)計檢查β= 1.5
表2-2 離合器后備系數(shù)的取值范圍
車型
后備系數(shù)β
乘用車和總質(zhì)量小于6t商用車
1.20～1.75
總質(zhì)量在6～14t范圍的商用車
1.50～2.25
掛車
1.80～4.00
2.2.2 摩擦片尺寸參數(shù)設(shè)計
離合器摩擦片的外徑由經(jīng)驗(yàn)公式得: （2-1）
直徑的系數(shù)，取值見表2-3 取 得D=181.77mm。
表2-3 直徑系數(shù)的取值范圍
車型
直徑系數(shù)
乘用車
14.6
總質(zhì)量在1.8～14.0t范圍商用車
16.0～18.5(單片離合器)
13.5～15.0(雙片離合器)
總質(zhì)量大于14.0t商用車
22.5～24.0
由于摩擦片的尺寸已系列化和標(biāo)準(zhǔn)化,標(biāo)準(zhǔn)如下表3-3:
表2-4 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)
外徑D\mm
160
180
200
225
250
280
300
325
內(nèi)徑d\mm
110
125
140
150
155
165
175
190
厚度h/mm
3.2
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
0.68
0.69
0.70
0.66
0.62
0.58
0.58
0.55
0.67
0.66
0.65
0.70
0.76
0.79
0.80
0.80
單面面積cm2
106
132
160
221
302
402
466
546
由表2-4可取摩擦片D=200mm、d=140mm、h=3.5mm。
2.2.3 摩擦因數(shù)、摩擦面數(shù)、分離間隙的確定
摩擦片在材料使用和工作溫度、單位壓力、滑動速度等方面的摩擦系數(shù)。表2-5摩擦因數(shù)f為0.25。摩擦面數(shù)是離合器的2倍，確定離合器傳遞轉(zhuǎn)矩所需的尺寸和結(jié)構(gòu)尺寸。一個離合器的設(shè)計標(biāo)題，所以摩擦面數(shù)為 2。離合器間隙是指離合器處于正常狀態(tài)的嚙合和分離套，是一種彈簧拉力的極限位置，以保證摩擦片的正常磨損和撕裂的過程。離合器該裝置還可以充分地投入，分離軸承和分離桿的內(nèi)端之間存在間隙仍然可以正常工作。Δt的間隙為3 ~ 4mm。以Δt = 3.5mm。
表2-5 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍
摩擦材料
摩擦因數(shù)
石棉基
模壓
0.20～0.25
編織
0.25～0.35
粉末冶金
銅基
0.25～0.35
鐵基
0.30～0.50
金屬陶瓷
0.4
（2-2）
由式3-2 得：單位壓力MPa。
表2-6 摩擦片單位壓力的取值范圍
摩擦片材料
單位壓力/MPa
石棉基材料
模壓
0.15~0.25
編織
0.25~0.35
粉末冶金材料
模壓
0.35~0.50
編織
金屬陶瓷材料
0.70~1.50
2.3 摩擦片基本參數(shù)的約束條件
（1）摩擦片外徑D（mm）最大的圓周速度不應(yīng)超過65～70m/s，即
m/sm/s （2-3）
式中，v0為摩擦片外圓最大的圓周速度（m/s）；nemax發(fā)動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速(r/min)。
（2）摩擦片的內(nèi)、外徑比應(yīng)在0.53～0.70范圍內(nèi)，即
（3） 為了保證離合器能可靠地傳遞發(fā)動機(jī)的最大扭矩，防止傳動系統(tǒng)過載，不同型號的測試值在一定范圍內(nèi)控制，最大范圍為1.2～4。設(shè)計選型1.5，按照設(shè)計要求。
（4）為了扭轉(zhuǎn)振動阻尼器的安裝，摩擦片的內(nèi)直徑大于彈簧的沖擊吸收的彈簧的內(nèi)徑。
mm
（5）為了反映離合器傳動的扭矩和防止過載能力，單位摩擦面積的扭矩應(yīng)小于允許值，即
（2-4）式中，單位摩擦面積力矩(N.m/mm2)，可按表2-7選取
經(jīng)檢查,合格。
表2-7 單位摩擦面積允許轉(zhuǎn)矩允許值
離合器規(guī)格
0．28
0．30
0．35
0．40
（6）為了減少離合器滑磨熱載荷、摩擦片防止燒傷，和不同型號的單位壓力范圍是0.11到1.50mpa。
MPaMPaMPa
（7）為了減小摩擦片表面溫度過高而使摩擦表面溫度過高，離合器的摩擦面積小于允許值。
（2-5）
式中,單位摩擦面積的滑動磨損工作(J/mm2)；滑磨功的許用值(J/mm2)，對乘用車：J/mm2，對最大質(zhì)量小于6.0t的商用車：J/mm2，對最大總質(zhì)量大于6.0t商用車：J/mm2：W車輛起步時離合器總的滑動磨損（J），可根據(jù)下式計算
（2-6）
式中，車輛裝載重量(Kg)；為汽車輪胎滾動半徑（m）；啟動傳動齒輪傳動比；為主減速比；發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速r/min，計算時乘用車可取r/min，商用車可取r/min。其中： m Kg代入式（2-6）得J，代入式（2-5）得，合格。
2.4 摩擦片Solidwords三維建模
1.首先在拉伸命令里面繪制摩擦片的草圖，如圖2-1所示：
圖2-1 摩擦片拉伸草圖
2. 完成草圖繪制后進(jìn)行拉伸后的模型如圖2-2所示
圖2-2 摩擦片拉伸后的模型
3. 為摩擦片開設(shè)散熱槽，通過使用拉伸切除可以獲得想要的模型效果。繪制散熱槽的草圖如圖3-3所示。
圖2-3 摩擦片開設(shè)散熱槽草圖
4. 散熱槽開設(shè)后，并通過圓形陣型獲得整個摩擦片的散熱槽，如圖2-4所示。
圖2-4 開設(shè)散熱槽后的模型圖
5. 最后給摩擦片開聯(lián)接傳力片的鉚釘孔，開設(shè)后最終成型的三維效果圖如圖2-5所示。
圖2-5 摩擦片最終成型三維圖
3 離合器的膜片彈簧設(shè)計
3.1 膜片彈簧主要參數(shù)的設(shè)計
1. 比較H/h的選擇
為了保證離合器的壓緊力盡快和操作方便，汽車離合器膜片彈簧、離合器通常在1.5～2范圍內(nèi)選擇。常用的膜片彈簧鋼板厚度2～4mm，設(shè)計，本設(shè)計 ，h=2mm ，則H=4mm 。
2. R/r選擇
通過獲取信息，越小的比例，越高的應(yīng)力，越大的彈性，越大的彈性曲線的直徑的誤差的影響。離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構(gòu)的布置和要求的壓緊力，R/r常保證在1.2～1.3 。本設(shè)計取，摩擦片平均半徑mm， 取mm則mm。
3.圓錐底角
膜片彈簧自由狀態(tài)時，錐形角α控制在°一定的范圍內(nèi)，本設(shè)計中 得°在°之間，合格。分離指數(shù)通常取18，有個別大尺寸膜片彈簧24，并為膜片彈簧的小尺寸，也取12，設(shè)計的分離指數(shù)取18。
4.切槽寬度
mm，mm，取mm，mm，應(yīng)滿足的要求，=58mm。
5. 壓盤加載點(diǎn)半徑和支承環(huán)加載點(diǎn)半徑的確定
取值略大于或盡量靠近r，取值小于R或盡量靠近R。本設(shè)計取mm，mm。膜片彈簧可以制成高質(zhì)量和高精度鋼板，并將其大小的圓盤彈簧部分的高精度。常用的碟形彈簧材料為60Si2MnA，應(yīng)達(dá)到1600 ~ 1700MP /平方毫米。
6. 膜片彈簧小端內(nèi)半徑以及分離軸承作用半徑p
離合器結(jié)構(gòu)的最小值大于傳動軸的花鍵的外直徑。初選=25mm, f=28mm.
3.2 膜片彈簧的優(yōu)化設(shè)計
（1）為了滿足離合器性能的要求，彈簧和初始錐角應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即
(3-1)
(3-2)
（2）每一部分的彈簧的大小應(yīng)在一定范圍內(nèi)，即
(3-3)
(3-4)
（3）對于摩擦片在夾緊力上的分布均勻，推板式膜片彈簧離合器壓力板加載半徑（或拉式膜片彈簧離合器壓力板載荷半徑r1）應(yīng)在摩擦板平均半徑和外半徑之間，即
推式： (3-5)
拉式： (3-6)
（4）根據(jù)膜片彈簧的構(gòu)造，與，與之差應(yīng)控制在一定范圍內(nèi)，即
(3-7)
(3-8)
(3-9)
（5）膜片彈簧離合器起到分離，杠桿的功能，杠桿率在一定范圍內(nèi)控制，即
推式： (3-10)
拉式： (3-11)
3.3 特性曲線繪制
碟簧的形狀，如錐型墊片，見圖3-1，它具有獨(dú)特的彈性特性，廣泛應(yīng)用于機(jī)械制造業(yè)。膜片彈簧是一種具有特殊結(jié)構(gòu)的碟形彈簧，彈簧小端延伸出由徑向槽隔開的多個懸掛部件。彈性性能和大小作為碟形彈簧膜片彈簧的一部分（在同一時間加載點(diǎn)的時候）。因此，設(shè)計公式的碟簧也適用于膜片彈簧。支撐環(huán)和沿圓周分布的膜片彈簧的載荷壓力板，假集中在支撐點(diǎn)，由F1、加載點(diǎn)之間的相對變形（軸向）為λ1，壓緊力F1和變形λ之間的關(guān)系：
（3-12）
式中： E——彈性模量，對于鋼材，
μ——泊松比，鋼，= 0.3
H——膜片彈簧在自由狀態(tài)下，碟形彈簧的內(nèi)錐高度
h——彈簧鋼厚
R——當(dāng)彈簧是自由的時，碟形彈簧的大端半徑
r——當(dāng)彈簧是自由的時，碟形彈簧的小端半徑
R1——加載點(diǎn)半徑
r1——支撐環(huán)的負(fù)荷點(diǎn)的半徑
圖3-1 膜片彈簧的尺寸簡圖
表3-1膜片彈簧彈性特性所用到的系數(shù)
R
r
R1
r1
H
h
86
68
85
70
4
2
初選了上述參數(shù)以后，可根據(jù)式（3-12)利用Microsoft office Excel軟件表格計算見表3-2和繪制曲線功能畫出F1-λ1特性曲線見圖3-2。
表3-2 λ1-F1 計算值
λ1
0.26
0.52
0.78
1.04
1.3
1.56
1.82
2.08
2.34
2.6
2.86
3.12
F1
1134.7
2053.9
2775.8
3318.8
3700.9
3940.4
4055.6
4064.7
3985.9
3837.5
3637.6
3404.5
λ1
3.38
3.64
3.9
4.16
4.42
4.68
4.94
5.2
5.46
5.72
5.98
6.24
F1
3156.5
2911.8
2688.6
2505.1
2379.5
2330.2
2375.3
2533.0
2821.6
3259.4
3864.0
4655.1
圖3-2 h=2mm的特性曲線
3.4 膜片彈簧Solidwords三維建模
1. 通過Solidwords旋轉(zhuǎn)命令創(chuàng)建膜片彈簧的基本形狀，首先繪制草圖如圖3-2所示。
圖3-2 創(chuàng)建膜片彈簧旋轉(zhuǎn)的草圖
2. 完成草圖，成功創(chuàng)建膜片彈簧的基本形狀如圖3-3所示。
圖3-3 膜片彈簧旋轉(zhuǎn)后的基本形狀
3. 為膜片彈簧開支撐槽后如圖3-4所示。
圖3-4 膜片彈簧三維成型效果圖
4 扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計
4.1扭轉(zhuǎn)減振器的功能
扭振減振器是由彈性元件和阻尼元件組成的。彈性元件的主要功能是減小傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)剛度，降低傳動系統(tǒng)的固有頻率，改變系統(tǒng)固有模態(tài)。為了避免引起發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩主諧波激勵引起的共振，阻尼元件的主要功能是吸收振動能量。因此，扭轉(zhuǎn)阻尼器具有以下功能：
1）降低發(fā)動機(jī)曲軸和傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)剛度，調(diào)整傳動系統(tǒng)的固有頻率。
2）提高傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動阻尼，抑制扭轉(zhuǎn)共振的響應(yīng)振幅，并衰減由沖擊產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振。
3）控制傳動系統(tǒng)，離合器和傳動軸的扭轉(zhuǎn)振動，減少變速器的怠速噪聲，減少主減速器和傳動系統(tǒng)的扭振產(chǎn)生的噪聲。
4）在不穩(wěn)定的情況下，降低傳動系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)沖擊載荷，提高離合器在離合器中的乘坐舒適性。
4.2扭轉(zhuǎn)減振器的結(jié)構(gòu)類型
扭振減振器具有線性和非線性特性。單級線性減振器的扭轉(zhuǎn)特性，如圖4-1所示，其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，大部分在汽油機(jī)上的應(yīng)用。柴油機(jī)，由于發(fā)動機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速不大，往往造成齒輪齒的傳動往往受到?jīng)_擊，造成傳動噪聲。在扭振減振器中，另一組在發(fā)動機(jī)怠速工況下，采用小彈簧操作，消除了怠速噪聲。在這種情況下，可以得到的2個階段的非線性特性，第一階段是少，被稱為怠速速度，和第二階段的剛度是比較大的。目前，在柴油機(jī)上廣泛使用的是一種具有怠速二級或三級的非線性扭振減振器。
圖4-1 單級線性阻尼器的抗扭性能 圖4-2三級線性阻尼器的抗扭性能
4.3扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù)的選擇
減振器的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉(zhuǎn)矩是兩個主要參數(shù)。其設(shè)計參數(shù)還包括極限轉(zhuǎn)矩、預(yù)緊轉(zhuǎn)矩和極限轉(zhuǎn)角等。
（1）極限轉(zhuǎn)矩Tj
在限位銷消除減震器和從動盤轂之間的間隙間隙Δ1轉(zhuǎn)矩極限（圖4-1）能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩，從而限制扭矩的引腳功能。它與發(fā)動機(jī)的最大扭矩有關(guān)： 圖4-3 減振器尺寸簡
(4-1)
本設(shè)計選取
（2）扭轉(zhuǎn)角剛度是kφ
為了避免系統(tǒng)的共振，應(yīng)合理選擇減振器的扭轉(zhuǎn)剛度，從而避免了發(fā)動機(jī)正常工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的共振現(xiàn)象。
確定了阻尼彈簧的線剛度和結(jié)構(gòu)布置。(圖4-3)。
減振彈簧分布在RO的半徑，當(dāng)相對從動盤轂轉(zhuǎn)過的弧度，相應(yīng)的彈簧變形Ro。在這個時候，所需的扭矩被添加到驅(qū)動板是
式中：T——相對扭矩從動盤離合器盤轂與所需的拐彎弧度(N·m)；
K——每一個隔振器的直線剛度(N／mm)；
Zj——減振彈簧個數(shù)；
Ro——阻尼彈簧位置半徑(m)。
根據(jù)扭轉(zhuǎn)剛度的定義，則
式中：為減振器扭轉(zhuǎn)剛度(N·m／rad)。
設(shè)計時可按經(jīng)驗(yàn)來初選是
≤13 （4-2）
因此：≤13×201.5=2619.5。
本設(shè)計選取=2600 N.m/rad。
（3）扭轉(zhuǎn)減振器的摩擦力矩Tf
阻尼器的扭轉(zhuǎn)剛度受結(jié)構(gòu)和發(fā)動機(jī)最大扭矩的限制，可能是非常低的，所以為了在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最有效的阻尼必須一般按類型作為主合理選擇減振器阻尼摩擦力矩： （4-3）
本設(shè)計 N.m
（4）預(yù)緊轉(zhuǎn)矩Ty
對于減震器的線性特性，應(yīng)在安裝時安裝減震彈簧。和沒有預(yù)緊力矩時相比。當(dāng)兩個角剛度和極限轉(zhuǎn)速是相同的，預(yù)緊力矩限制較大，使減振器可以在很寬的范圍內(nèi)的扭矩工作；當(dāng)極限扭矩和角度都是一樣的，角剛度低。這顯然是有利的。但預(yù)載力矩值不應(yīng)大于摩擦力矩：
N.m （4-4）
（5）阻尼彈簧位置半徑Ro
Ro盡可能大點(diǎn)，如圖2—15所示，一般取
（4-5）
式中：D為摩擦片的內(nèi)徑。
本設(shè)計中：選取Ro=45mm 。
（6）減振彈簧個數(shù)Zj
參照表3-2中選取。
表4-1 減振器彈簧個數(shù)選擇
摩擦片外直徑D／mm
<225-250
250--325
325--350
>350
減振器的彈簧個數(shù)
4-6
6--8
8～10
>10
本設(shè)計中選取=4。
（7）減振彈簧總壓力FΣ
當(dāng)輪轂與從動件之間的間隙和從動件Δ1或Δ2被消除時，阻尼彈簧是最大傳輸轉(zhuǎn)，減振彈簧所受的應(yīng)力為
（4-6）
FΣ=201.5×103/45=4477.8N
（8）最大工作壓力為每一個振動阻尼器F
FΣ/Zj
計算得：F=1119.45 N
（9）減振彈簧尺寸設(shè)計
1）彈簧的平均直徑Dc
Dc一般從構(gòu)造中決定，通常=11～15 mm。本設(shè)計選取=12 mm。
2）彈簧鋼絲的直徑d1
(4-7)
式中：扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)用取為5500～6000公斤/厘米2 ，本設(shè)計中計算選取=6000公斤/厘米2。
代入已知數(shù)據(jù)計算得：＝1.787，圓整為＝2mm 。
設(shè)計一般一般在2～4mm之間，因此設(shè)計的參數(shù)合理。
3）減振彈簧的剛度Ｋ
(4-8)
代入數(shù)據(jù)計算得：Ｋ=321.0N.mm
4）減振彈簧的有效圈數(shù)
(4-9)
代入已知數(shù)據(jù)計算得：＝3.75，圓整為＝4。G為材料的剪切彈性模量，對碳鋼可取G=8.3×104MPa。
5）減振彈簧總?cè)?shù)n
n=i+(1.5～2) (4-10)
一般n為4圈，則設(shè)計為n=4+2=6圈。
6）減振彈簧最小長度lm
減振彈簧在最大工作壓力P時的最小長度為：
(4-11)
式中，——彈簧圈之間的間隙，必要時還可取得小一些。
計算得：=1.1×2×6=13.2mm 。
7）減振彈簧總變形量
(4-12)
計算得：=1119.45/321.0=3.50 mm 。
8）減振彈簧自由高度l0
(4-13)
計算得：=16.7
9）減振彈簧預(yù)變形量
(4-14)
計算得：=0.32 mm
10）減振彈簧安裝后的工作高度
(4-15)
計算得：=16.4 mm 。
11）減振彈簧的工作變形量
(4-16)
計算得：=3.5-0.32=3.18 mm 。
（10）極限轉(zhuǎn)角
減振器預(yù)緊轉(zhuǎn)矩增加到極限轉(zhuǎn)矩時，從動片相對從動盤轂的極限轉(zhuǎn)角為：
(4-17）
通常為3°～4.5°,該設(shè)計直接取3.5°。
（11）限位銷與從動盤缺口測邊的間隙
一般為2.5～4 mm，本設(shè)計選取=3.6。
（4-18）
式中：為限位銷的安裝半徑。
（12）限位銷直徑
按結(jié)構(gòu)布置選定，一般=9.5～12mm，本設(shè)計選取=11mm 。
5 操縱機(jī)構(gòu)
離合器的工作機(jī)構(gòu)是驅(qū)動控制離合器分離和接合的一套機(jī)構(gòu)。它控制著從離合器開始的踏板，在離合器殼中結(jié)束。由于離合器的頻繁使用，離合器的控制機(jī)構(gòu)要求操作輕。可移植性主要包括2個方面：1在離合器踏板上施加的力不能太大，2是提供一個踏板間隙的校正機(jī)構(gòu)。離合器控制機(jī)構(gòu)根據(jù)所需的能量分離不同，可分為機(jī)械式、液壓式、彈簧式增壓器、氣動增壓器、機(jī)械式和氣動增壓器等。
汽車離合器控制機(jī)構(gòu)應(yīng)符合以下要求[3]：
1）踏板力小，汽車一般在80 ~ 150N，卡車不能超過150 ~ 200N；
2）踏板行程，汽車一般在毫米范圍內(nèi)，和卡車最大不能超過180mm；
3）踏板行程由調(diào)節(jié)裝置提供，以確保摩擦板的自由行程可通過調(diào)整恢復(fù)；
4）提供一個踏板行程限位裝置，以防止因過度用力造成的控制機(jī)構(gòu)損壞；
5）具有足夠的剛度；
6）高傳輸效率；
7）發(fā)動機(jī)的振動，車架或駕駛室的變形不會影響發(fā)動機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。
機(jī)械式控制機(jī)構(gòu)有桿傳動系統(tǒng)和鋼絲繩傳動和螺旋傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、機(jī)械效率低、車架和駕駛室變形等影響正常工作、遙控杠桿、難以安排、和繩傳動可以消除的缺點(diǎn)，但壽命短、機(jī)構(gòu)效率不高。
普通輪型離合器控制機(jī)構(gòu)的設(shè)計，采用液壓控制機(jī)構(gòu)。液壓控制機(jī)構(gòu)具有以下優(yōu)點(diǎn)：
1）液壓操動機(jī)構(gòu)的傳動效率，高質(zhì)量小，布置方便；易于使用踏板掛，易于密封，不是由于駕駛室與車架和發(fā)動機(jī)的振動和運(yùn)動變形的干預(yù)；
2）可以使離合器接合更加柔軟，可減少變速器的動載荷時的踏板。由于液壓控制具有上述優(yōu)點(diǎn)，它被廣泛使用，離合器液壓控制機(jī)構(gòu)主要由主缸、工作缸、管路系統(tǒng)等部分組成。
mm，mm，mm，mm
mm，mm，mm，mm
5.1 離合器踏板設(shè)計
踏板行程由自由行程和工作行程組成：
（5-1）
式中，是分離軸承自由行程，一般為mm，取mm；反映到踏板上的自由行程一般為mm；、分別是主缸和工作缸直徑；Z是摩擦片面數(shù)；是離合器分離時，對偶摩擦面間的間隙，單片：mm，取mm；、、、、、為杠桿尺寸。
得：mm，mm，合格。
圖5-1液壓操縱機(jī)構(gòu)示意圖
5.2踏板力設(shè)計
踏板力為
?。?-2）
式中，為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；為操縱機(jī)構(gòu)總傳動比，；為機(jī)械效率，液壓式：%，機(jī)械式：%；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設(shè)計時，可忽略之。N，，%；則
N
合格。
分離離合器所作的功為
式中，為離合器拉接合狀態(tài)下壓緊彈簧的總壓緊力，N，則
J
合格。
6 離合器其它主要零件設(shè)計
6.1 從動盤轂設(shè)計
從動盤轂是離合器片的最大載荷的離合器的部件，它幾乎所有的都承擔(dān)著發(fā)動機(jī)的扭矩來了。一般用在齒側(cè)的矩形花鍵上安裝在傳動軸上，花鍵的大小可以根據(jù)外直徑的摩擦盤和發(fā)動機(jī)的最大扭矩由表6-1選?。?
一般取1到1.4倍花鍵軸的直徑。離合器盤轂一般采用碳鋼，淬火，硬度為26 ~ 32hrc。為了提高樣條內(nèi)孔的表面硬度和耐磨性，可采用鍍鉻工藝。取，mm，mm，mm，mm，MPa。
驗(yàn)證：擠壓應(yīng)力的計算公式：
式中，P為花鍵齒外徑壓力，它由下式確定：
離合器盤轂軸向長度不宜太小，以免花鍵軸分離的偏轉(zhuǎn)滑動是不完整的，
，分別為花鍵的內(nèi)、外直徑；
Z從動盤轂個數(shù)；取Z=1
h花鍵齒工作高度；
得N，MPaMPa，合格。
表6-1花健的的選取
摩擦片的外徑
/mm
/N.m
花健尺寸
擠壓應(yīng)力
/MPa
齒數(shù)
n
外徑
/mm
內(nèi)徑
/mm
齒厚
/mm
有效齒長
/mm
160
49
10
23
18
3
20
9．8
180
69
10
26
21
3
20
11．6
200
108
10
29
23
4
25
11．1
225
147
10
32
26
4
30
11．3
250
196
10
35
28
4
35
10．2
280
275
10
35
32
4
40
12．5
300
304
10
40
32
5
40
10．5
325
373
10
40
32
5
45
11．4
350
471
10
40
32
5
50
13．0
6.2壓盤設(shè)計
（1）壓盤設(shè)計的功用
1）壓力板應(yīng)具有很大的質(zhì)量，提高熱容量，并減少溫度上升，防止裂紋和斷裂，有時可以設(shè)置各種形狀的肋骨或肋骨，以幫助通風(fēng)散熱。中間板可以投出通風(fēng)槽，也可以用鋁合金熱傳導(dǎo)系數(shù)的壓力板。
2）壓力板應(yīng)具有較大的剛度。
3）和飛輪應(yīng)保持良好的對中，并應(yīng)進(jìn)行靜態(tài)平衡。
4）壓盤高度（從壓力點(diǎn)到摩擦表面的公差?。?。
（2）壓盤幾何尺寸設(shè)計
1）壓盤內(nèi)、外直徑設(shè)計
在前面，我們已經(jīng)計算出的摩擦板的內(nèi)外直徑。一般而言，壓力板的直徑略小于摩擦板的直徑，壓力板直徑略大于摩擦片外徑。
故本設(shè)計壓盤外直徑D =202mm，壓盤內(nèi)直徑=138mm。
2）壓盤厚度設(shè)計（）
壓盤厚度設(shè)計主要根據(jù)以下兩點(diǎn)：
①壓盤的質(zhì)量
在離合器接合過程中，由于滑動摩擦功不小，接合時產(chǎn)生大量的熱量，并且接合時間短（約3秒左右），所以熱不低于所有蔓延到周圍空氣中，這將不可避免地導(dǎo)致摩擦副溫升。在使用頻繁和困難的離合器條件下，溫度上升更為嚴(yán)重。它不僅會引起摩擦系數(shù)的下降，磨損加劇，嚴(yán)重時，甚至?xí)斐蓳p害的摩擦板和壓力板。
由于采用石棉材料制成的摩擦片導(dǎo)熱系數(shù)很差，在吸收過程中產(chǎn)生的摩擦熱主要由飛輪和壓力板等部分組成，在一段時間內(nèi)從事溫度上升不高，有助于要求，壓力板具有較大的吸收熱量。
②壓盤的剛度
壓力板應(yīng)具有足夠的剛度和壓力對摩擦表面的壓力分布和減少加熱后的翹曲變形，以免影響均勻壓縮和離合器摩擦片完全分離，其厚度約為15～25mm 。本次畢業(yè)設(shè)計選用15mm。
2）壓盤質(zhì)量計算
由公式ρ(ρ-鑄鐵的密度,7.8g/cm3)，得：
由上述計算所得，壓盤質(zhì)量為2.0kg。
3）檢查離合器接合的溫度上升時間
結(jié)合離合器會立即產(chǎn)生熱量，摩擦生熱來說。溫升不應(yīng)超過8至10攝氏度。溫度上升很低，可減少壓力板厚度，轉(zhuǎn)動慣量溫升公式為：
（6-1）
式中：——溫升（℃）；
W——滑磨功（N·m）；
γ——分配給壓力板上滑動率的工作（單片離合器壓盤γ=0.50；雙片離合器壓盤γ=0.25；雙片離合器中間壓盤γ =0.50）
C——壓盤的比熱，C=481.4J/（kg·℃）（鑄鐵壓盤）：
——壓盤重量（kg）。
本設(shè)計選取=8℃，即：
=2.50℃≤=8℃ （6-2）
符合設(shè)計要求。
結(jié) 論
通過以上的膜片彈簧離合器和液壓操縱機(jī)構(gòu)的工作原理和組成的計算表明，它可以看出，離合器的工作機(jī)構(gòu)設(shè)計，從材料，尺寸約束，從發(fā)動機(jī)的扭矩傳遞，司機(jī)操作的綜合考慮。
計算：離合器的β，P0，d，D的主要參數(shù)，按照基本公式，通過約束條件計算結(jié)果、試驗(yàn)?？刂谱杂尚谐谭弦?guī)格，總行程131MM＜180mm符合標(biāo)準(zhǔn)條件，在此前提下也保證了零件有足夠的剛度，在外部壓力不易變形。設(shè)計的尺寸不僅符合工作機(jī)構(gòu)的要求，而且符合安裝要求。
材料選用：摩擦板選用石棉基材料，以保證其具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，熱穩(wěn)定性，運(yùn)轉(zhuǎn)中，無粘連現(xiàn)象。扭轉(zhuǎn)減振器彈簧使用65si2mna含硅成分，提高彈性部件，含錳和加強(qiáng)耐高溫；設(shè)計了離合器的順利通過溫度檢查，防止摩擦元件過度磨損和高溫?zé)龎摹?
以上全部符合設(shè)計要求：（1）完全分離；（2）軟接合；（3）操縱輕和工作特性穩(wěn)定；（4）驅(qū)動部分轉(zhuǎn)動慣量小設(shè)計點(diǎn)，所有數(shù)據(jù)通過約束檢查，原材料基本符合磨損，抗壓性和高溫要求和離合器尺寸適宜，最高效率傳遞發(fā)動機(jī)扭矩，完全符合計劃和國家標(biāo)準(zhǔn)。但我的設(shè)計中還存在著許多的錯誤和不足，比如加工精度等。
在我的設(shè)計中，我希望我的同學(xué)和老師對錯誤之處進(jìn)行指導(dǎo)和批評。
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致 謝
總算成功完成了畢業(yè)設(shè)計，除了自己的汗水，還指導(dǎo)老師的辛勤工作。在這里我要特別感謝指導(dǎo)老師，感謝他們在百忙之中給我指導(dǎo)，使我在向一個方向更高更遠(yuǎn)的路學(xué)習(xí)和工作！
實(shí)驗(yàn)室免費(fèi)開放，為我的畢業(yè)設(shè)計提供實(shí)物和模型。在此，向?qū)嶒?yàn)室老師表示感謝。
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